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JWB-50无极绳绞车的设计【说明书+CAD】

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A0-系统总图.dwg
A1-减速器.dwg
A1-卷筒.dwg
A3-传动系统简图.dwg
A3-低速轴.dwg
A3-行星齿轮.dwg
A3-高速轴.dwg
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内容简介:
河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第0页1绪论11引言煤炭是当前我国能源的主要组成部分之一,是国民经济保持高速增长的重要物质基础和保障。由于资源条件和能源科技发展水平决定,在未来的3050年内,世界范围内新能源、可再生能源及核电的发展尚不能普遍取代矿物燃料。因此,在相当时期内矿物燃料仍将是人类的主要能源。随着现代科学技术的快速发展,尤其是世界经济对能源的旺盛需求,世界煤炭开采技术也得到迅猛地发展。20世纪末期以来,先进采煤国家积极应用机电一体化和自动化技术,实现了采掘机械化和自动化控制,做到了矿井的高产高效生产。机械化是煤炭工业增加产量、提高劳动效率、改善劳动条件、保障安全生产的必要技术手段,也是煤炭生产过程中节约能源、人力和减少原材料消耗的有效技术措施。矿井辅助运输作为矿井运输的重要组成部分之一,在矿山生产中也占有重要地位,尤其是现代化矿井对此更应高度重视。矿井辅助运输的特点是井下运输设备在巷道中工作,由于受井下巷道空间的限制,因而运输设备结构应紧凑,尺寸应尽量小;运输线路随工作地点的延伸(缩短)或迁移而经常变化;运输线路水平和倾斜互相交错连接;工作地点分散,使得运输线路环节多、分支多;待运物料品种繁多,形状各异;井下巷道受空间限制,有沼气和煤尘,需用防爆设备。辅助运输的上述特点,决定了辅助运输设备的类型具有多样性,除了过去常用的矿用绞车、调度绞车、电机车和一般的矿车、平板车、材料车外,目前许多先进的辅助运输设备,如单轨吊车、卡轨车、粘着齿轨机车、无轨运输车等都已在大量使用。利用这些设备不仅有效地解决了井下辅助运输工作中的难题,而且大大提高了辅助运输的效率。尽管目前已经基本解决了煤矿辅助运输机械化的问题,但是运输环节任然是构成采煤功耗的最主要因素。为了进一步提高工效、降低成本,还需对整个运输系统进行改革,从技术、安全、经济各方面谋求最合理的解决方案。国外主要产煤国对辅助运输存在的主要问题及其发展途径的看法是一致的,即降低辅助运输的劳动强度和提高辅助运输设备的效率。主要研究和发展方向有以下几个井下材料、设备和人员的运输设备的研制,特别注意采区辅助运输设备的研制;对于供料地点到井下用户运输线路中转载点最少的运输系统和设备的研制;对辅助材料不经转载直接运到河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第1页用户的合理组织和最佳运输路线方案的研制;完善运输辅助材料的有轨运输设备,增加专用的辅助运输设备;为扩大自行矿车的使用范围,必须改进它的结构,减小外形尺寸,提高通过能力和研制不污染矿井大气的动力源;进一步完善单轨吊车和卡轨车,使其具有更大的适应性。我国绞车的诞生是从20世纪50年代开始的,初期主要仿制日本和苏联的绞车。60年代进入了自行设计阶段,到了70年代,随着技术的逐渐成熟,绞车的设计也进入了标准化和系列化的阶段。但与国外水平相比,我国的绞车在品种、型式、结构、产品性能、三化水平(参数化、标准化、通用化)和技术经济方面还存在一定的差距。国外矿用绞车的发展趋势有以下几个特点标准化、系列化;体积小、重量轻、结构紧凑;高效节能;寿命长、低噪音;一机多能,通用化;大功率;外形简单、平滑、美观、大方。12概述无极绳绞车运输作为矿井辅助运输的一种重要手段,目前在煤矿应用十分广泛,而且型式、种类繁多。其系统主要由电动机、减速器、摩擦滚筒、张绳车、容绳滚筒、尾轮、钢丝绳及电控组成。工作原理为电动机经减速器带动摩擦滚筒正反向旋转,钢丝绳在滚筒上缠绕数圈后,一端固定于张绳车上车轴上,另一端经过尾轮缠绕于张绳车的容绳卷筒上,通过摩擦滚筒对钢丝绳产生的摩擦力,牵引张绳车运动,再由张绳车牵引矿车或其它运输车辆运行。无极绳绞车运输系统主要具有以下特点变单向为双向运行。由于该系统采用抛物线形摩擦滚筒结构,使得滚筒可以正反向旋转,钢丝绳也可以实现双向运行;张绳车牵引载荷。矿车与张绳车用插销连接简单易学,操作方便,安全可靠;运输距离调整方便。以前的运输系统其运输距离一旦确定一般是不做改变的,而该系统可将一定量的钢丝绳存放于容绳卷筒上,以便运输距离发生改变时使用。当运输距离需要增大时,就可将容绳卷筒上的钢丝绳适当放出;当运输距离需要减小时,亦可将卷筒上的钢丝绳收回一些,这样就可满足煤矿生产运输距离多变的工况要求。该无极绳绞车是在老的调度绞车基础上,采用了行星排变速机构和普通双速绞车的某些结构特点改进后设计发明的,是一种有效的矿山辅助运输设备。该绞车主要应用于上山、下山、平巷等地材料、设备的运输,结构布置紧凑、合理,操作简单,安全可靠,可在有瓦斯的巷道中使用,无污染,不影响周围环境。河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第2页2总体设计21设计总则1、煤矿生产,安全第一;2、面向生产,力求实效,以满足用户最大实际需求;3、既考虑到运输为主要用途,又考虑到运搬、调度等一般用途;4、贯彻执行国家、部、专业的标准及有关规定;5、技术比较先进并要求多用途。22主要设计参数1、滚筒直径800MM2、牵引力F150KNF230KN3、绳速V11M/SV215M/S23牵引钢丝绳及卷筒的选择计算231钢丝绳的选择由于该绞车主要工作地点为井下巷道内,湿度较大,酸碱度较高,为了增加钢丝绳的抗腐蚀能力,延长其使用寿命,故选取镀锌钢丝绳。此外,由于该绞车主要用于矿井上、下山运输,磨损为其主要损坏原因,故应选用外层钢丝绳较粗的钢丝绳,如67,6(19)或三角股等。根据煤矿安全规程对提升钢丝绳的安全系数规定,选取钢丝绳的安全系数K65,则钢丝绳所能承受的拉力F需满足以下要求FKF拉式中F拉50KN,即绞车最大牵引力。则F6550103325105N查实用机械设计手册表5630,选择钢丝绳6191612,绳纤维芯,钢丝绳表面镀鉻。其主要参数为钢丝绳直径225MM;钢丝直径14MM;钢丝总断面面积17540MM2参考重力1658N/100M;河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第3页钢丝绳公称抗拉强度2000NMM2钢丝破断拉力总和350500N232卷筒参数的确定由于采用无极绳牵引方式,卷筒上无需缠绕过多钢丝绳,故卷筒其它参数可根据传动方案的选择和外观适当选取(已知卷筒直径D800MM),以有利于整体布局的紧凑、美观、合理。24传动系统的确定、运动学计算及电动机选择241传动系统的确定该无极绳绞车传动系统如图241所示快速制动器慢速制动器241无极绳绞车传动系统其传动路线为防爆电动机联轴器行星减速器(行星排减速)太阳轮行星齿轮内齿轮卷筒。242计算传动效率根据传动系统简图,查机械设计表91得1)卷筒传动效率1096;2)单级行星圆柱齿轮减速器传动效率2098;3)齿式联轴器传动效率3099;4)滚动轴承效率4099(一对)。故系统传动总效率24321总河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第4页09609830990,99208767243选择电动机型号10VFPKW57865电动机所需的额定功率P与电动机输出功率P之间有以下关系PK式中K为功率储备系数,对运输绞车取K11,故571627KW由于电机为短时工作,可以充分利用电机的过载能力,以减少电机容量,降低机器的成本和尺寸。Y系列封闭式三相异步电动机,具有效率高,耗电少,性能好,噪声低,振动小,体积小,重量轻,运行可靠,维修方便。为B级绝缘,结构为全封闭式,自扇冷式,能防止灰尘铁屑杂物侵入电动机内部。查实用电机手册选取电动机型号YB280M6功率55KW转速980R/MIN重量510KG56额定电流堵转电流81额定转矩堵转转矩02额定转矩最大转矩电机外形尺寸(长宽高)1060545830MM电机中心高度H280MM电机轴直径长度75140MM电机过载系数计算河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第5页额定功率)电机轴功率JN电机轴功率总)卷筒上的功率(JJN卷筒上的功率3MINAX10VFNJKW55则KW03786J过载系数5EJN02371244总传动比及各级传动比分配1)总传动比IN式中电动机转速;卷筒转速。根据已知设计参数,卷筒直径D800MM则可得DVN11068432389MINRDVN22106河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第6页8014356MINR所以总传动比为02418931NI572I2)传动比分配根据传动形式及整体布局尺寸,各级行星传动传动比确定如下高速第一组行星轮137BAHI136HABI高速第二组行星轮042低速级行星轮3BAHI93HABI河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第7页3齿轮传动的设计计算31高速级计算(1)第一组行星轮311配齿计算通常取行星轮数目,过多会使载荷均衡困难,过少又发挥不了行3WN星齿轮传动的优点,由于距可能达到的传动比极限值较远,所以17BAHI可不检验邻接条件。各轮齿数按公式进行配齿计算,计算根据并适当调整,CNZIWABBAHI使C等于整数,再求出,应尽可能取质数,并使。适当调ACNZWA/整,使C为整数。2637BAHI则46326711AWABHZNZI解得91A19461AWBZC50221BC这些符合的NGW整数无公约数,及整数,且整数,WCABWWANCZNZZ配齿要求。由,查机械设计手册3图1723可知15091CABZJ适用的预计啮合角为2TCBTA,虽然,但为避免根切,改善齿轮副磨损情况以及提7MIN1ZZA河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第8页高其承载能力,故采用高变位。由于实际的,所以取太阳轮正变位,4BAHI行星轮和内齿轮负变位。高度变位时,啮合角,总变位系数,根据20W021X齿数比U查齿轮传动设计手册图27确定,。30AX3BC312初步计算齿轮的主要参数中心轮A和行星轮C均采用20CRMNTI调质、渗碳淬火,齿面硬度5862HRC,据行星齿轮传动图612和图627,取,中心轮A和行星轮C的加工精2LIM2LIMN340N140FH和度6级;内齿轮B采用42CRMO,调质硬度217259HB,据图取,加工精度7级。2LI2LI678F按弯曲强度的初算公式,计算齿轮的模数为M3LI2111FDAPAMZYKTK现已知,,小齿轮名义转矩,代入16ZLIN40F11954NPTW已知条件得98351TM647取算式系数;2MK查行星齿轮传动表64、66,取综合系数,使用系数81FK;351A取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度2HP的行星轮载荷分布不均匀系数151FPK3河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第9页由齿轮传动设计手册图278查得齿形系数,行星齿轮8521FAY传动表66查得齿宽系数,则齿轮模数为60DM4334019854781232M取齿轮模数41313啮合参数计算在两个啮合齿轮副中,其标准中心距为BCA、AM1385094212ACZM1CBB由此可见,两个齿轮副的标准中心距都相等。因此,该行星轮传动能满足非变位的同心条件。314几何尺寸计算按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。分度圆直径M761941AAZMD205CC11BBZ齿顶高M254301MXHAA81CCXZXHBBBAAB1217430952M84河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第10页齿根高M83402511MXCHAAF26CFC1XBAFB齿高M9832511FAAH6FCC411FBAB齿顶圆直径M4862576211AAHD00CC411ABAB齿根圆直径M46832711FAFAHD170FCCF411FBFB315装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件邻接条件按行星齿轮传动公式37验算其邻接条件,即WACACNDSI21将已知的、和的值代入上式,则得1ACW23960SI1382605即满足邻接条件。河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第11页同心条件按行星齿轮传动表31验算该行星齿轮传动的同心条件,即COSBAZZ各齿轮副的啮合角为和,且,20ACBC19AZBZ,代入上式,即得50CZ43720COS519S则满足同心条件。安装条件按行星齿轮传动公式320验算其安装条件,即得(整数)46319WBANZ所以,满足其安装条件。316传动效率的计算查机械设计手册图1716得该行星传动的效率,可见,497XAB该行星传动的传动效率较高,可以满足工作方式的使用要求。317齿轮强度验算(1)传动CA强度计算所用公式同定轴线齿轮传动,但确定和所用的圆周速度VKZ用相对于行星架的圆周速度。6011INDVAX3798743SM5则动载系数1093AXVZVK河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第12页106速度系数查行星齿轮传动图618VZ970VZ其他参数确定查行星齿轮传动表67得使用系数;351AK齿向载荷分布系数、HKF弯曲强度计算时B1接触强度计算时HHK式中、齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度FXV对、的影响系数,按行星齿轮传动图67选取2HBKH460F35H齿宽和行星轮数目对、的影响系数。对于圆柱直齿BFKH传动,如果行星架刚性好,行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承,则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计,值可由行星齿轮B传动图68查取,得138。B则17460381FK35H齿间载荷分布系数、FKH先求端面重合度TANTTANT21221ZZ式中河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第13页11COSARAD4869370312COSARAD62059373则20TAN93T502TAN4T1928305616因为是直齿轮传动,故总重合度所以,032164506HFK节点区域系数Z查齿轮传动设计手册图273得5HZ弹性系数EZMN8193026121、和ZNTZX计算接触强度的重合度系数8930643Z计算接触强度的螺旋角系数1COS河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第14页计算接触强度的寿命系数1NTZ计算接触强度的尺寸系数X最小安全系数和MINHSINF取,1IN4I润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数LZRZVZ取920VR齿面工作硬化系数WZ取1WZ传动接触强度验算CA计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式651、652、653得HZZKKUBDFEHPVATH11189301520316351623876042MN9按式654许用接触应力XWRVLNTHPZZSMINL校核齿面接触应力的强度条件P则2LIM140631920841H计算结果,接触强度通过。用20CRMNTI调质后渗碳淬火,安全可靠。CA传动弯曲强度计算C根据行星齿轮传动式669、670得齿根应力为河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第15页YKKBMFSAFPFVANT式中齿形系数,由行星齿轮传动图622查得FAY285,23212FAY应力修正系数,由行星齿轮传动图624查得SA,175412SA计算弯曲强度的重合度系数Y719065207250AN计算弯曲强度的螺旋角系数,因为是直齿轮,故取值为1Y则17905418230176351201MADTAF84672N0N/MM292F考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性,齿根最大应力2MAXMN17578105F由强度条件可得MAXPAXINAFFSTY河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第16页即2MINAXLIMMN810524715STFFY由表查得,20CRMNTI调质、渗碳淬火,故传2LI3FCA动改用材质后,弯曲强度验算也通过。(2)传动BC根据传动的来确定传动的接触应力,因为传动AHBCHCB为内啮合齿轮传动,故,所以425019CZU6214HCB738092MN35由,可得HCBPMINLIMHXWRVLNTHCBSZZ19201835442CRMO调质,则内齿轮用42CRMO调22LIMMN43078HL质材料,接触强度符合要求。弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算,按行星齿轮传动式669、670计算齿根应力,其大小和传动的外啮合一样,即CA,2N7810F2MX175F由强度条件可得AFP河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第17页2LIMN8105F42CRMO调质材料,所以传动中2LIMN10586BC的内齿轮弯曲强度符合要求。(2)第二组行星轮318配齿计算通常取行星轮数目,过多会使载荷均衡困难,过少又发挥不了行3WN星齿轮传动的优点,由于距可能达到的传动比极限值较远,所以042BAHI可不检验邻接条件。各轮齿数按公式进行配齿计算,计算根据并适当调整,CNZIWABBAHI使C等于整数,再求出,应尽可能取质数,并使。适当调ACNZWA/整,使C为整数。163BAHI则5831622AWABHZNZI解得52A19582AWBZC3212BC这些符合的NGW整数无公约数,及整数,且整数,WCABWWANCZNZZ配齿要求。由,查机械设计手册3图1723可132592CABZJ知适用的预计啮合角为0TCBTAC,虽然,但为避免根切,改善齿轮副磨损情况以及提17MIN1ZZA河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第18页高其承载能力,故采用高变位。由于实际的,所以取太阳轮负变位,4BAHI行星轮和内齿轮正变位。高度变位时,啮合角,总变位系数,根据20W021X齿数比U查齿轮传动设计手册图27确定,。30AX3BC319初步计算齿轮的主要参数中心轮A和行星轮C均采用20CRMNTI调质、渗碳淬火,齿面硬度5862HRC,据行星齿轮传动图612和图627,取,中心轮A和行星轮C的加工精度2LIM2LIMN340和N140FH6级;内齿轮B采用42CRMO,调质硬度217259HB,据图取,加工精度7级。2LI2LI678F按弯曲强度的初算公式,计算齿轮的模数为M3LI2112FDAPAMZYKTKN641782T取算式系数;2M查行星齿轮传动表64、66,取综合系数,使用系数81FK;351AK取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度2HP的行星轮载荷分布不均匀系数151FPK3由齿轮传动设计手册图278查得齿形系数,行星齿轮321FAY传动表66查得齿宽系数,则齿轮模数为60DM河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第19页61340560281178232M为实现变速传动及制造简单,仍取齿轮模数M123110啮合参数计算在两个啮合齿轮副中,其标准中心距为BCA、A743542121ACZM129CBB由此可见,两个齿轮副的标准中心距都相等。因此,该行星轮传动能满足非变位的同心条件。3111几何尺寸计算按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。分度圆直径M205422AAZMD183CC76922BBZ齿顶高M8243012MXHAA5CCXZXHHBBBAAB2217430195M72齿根高26430512XCHAAF河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第20页M83402512MXCHAFC26BFB齿高926822FAAHM35FCC722FBAB齿顶圆直径6258022AAHDM4131CC7047622ABAB齿根圆直径62022FAFAHDM410831FCCF47622FBFB3112装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件邻接条件按行星齿轮传动公式37验算其邻接条件,即WACACNDSI2将已知的、和的值代入上式,则得2ACCW7360SI21438即满足邻接条件。同心条件按行星齿轮传动表31验算该行星齿轮传动的同心条件,即河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第21页COSBAZZ各齿轮副的啮合角为和,且,20ACBC5AZ19BZ,代入上式,即得32CZ58920COS31S5则满足同心条件。安装条件按行星齿轮传动公式320验算其安装条件,即得(整数)58319WBANZ所以,满足其安装条件。3113传动效率的计算查机械设计手册图1716得该行星传动的效率,可见,497XAB该行星传动的传动效率较高,可以满足工作方式的使用要求。3114齿轮强度验算(1)传动CA强度计算所用公式同定轴线齿轮传动,但确定和所用的圆周速度VKZ用相对于行星架的圆周速度。6012INDVAX04319843SM57则动载系数1093AXVZVK14河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第22页速度系数查行星齿轮传动图618VZ970VZ其他参数确定查行星齿轮传动表67得使用系数;351AK齿向载荷分布系数、HKF弯曲强度计算时B1接触强度计算时HHK式中、齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度FXV对、的影响系数,按行星齿轮传动图67选取2HBKH620F48H齿宽和行星轮数目对、的影响系数。对于圆柱直齿BFKH传动,如果行星架刚性好,行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承,则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计,值可由行星齿轮B传动图68查取,得113。B则0816213FK4H齿间载荷分布系数、FKH先求端面重合度TANTTANT21221ZZ式中河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第23页21COSARAD659370322COSARAD41389706则20TAN69T320TAN23T511560417因为是直齿轮传动,故总重合度所以,176450HFK节点区域系数Z查齿轮传动设计手册图273得52HZ弹性系数EZMN8193026121、和ZNTZX计算接触强度的重合度系数876034Z计算接触强度的螺旋角系数1COS河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第24页计算接触强度的寿命系数1NTZ计算接触强度的尺寸系数X最小安全系数和MINHSINF取,1IN4I润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数LZRZVZ取920VR齿面工作硬化系数WZ取1WZ传动接触强度验算CA计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式651、652、653得HZZKKUBDFEHPVATH1118760195210643518074260MN9按式654许用接触应力XWRVLNTHPZZSMINL校核齿面接触应力的强度条件P则2LIM1403219071H计算结果,接触强度通过。用20CRMNTI调质后渗碳淬火,安全可靠。CA传动弯曲强度计算C根据行星齿轮传动式669、670得齿根应力为河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第25页YKKBMFSAFPFVANT式中齿形系数,由行星齿轮传动图622查得FAY23,24912FAY应力修正系数,由行星齿轮传动图624查得SA,164712SA计算弯曲强度的重合度系数Y69071520520AN计算弯曲强度的螺旋角系数,因为是直齿轮,故取值为1Y则690721310843512021MADTAF974682N3N/MM22F考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性,齿根最大应力2MAXMN48513F由强度条件可得MAXPAXINAFFSTY即2MIAXLIMMN632418ST河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第26页由表查得,20CRMNTI调质、渗碳淬火,故传2LIMN340FCA动改用材质后,弯曲强度验算也通过。(2)传动BC根据传动的来确定传动的接触应力,因为传动AHBCHCB为内啮合齿轮传动,故,所以73219CZU580173HCB6292MN13由,可得HCBPMINLIMHXWRVLNTHCBSZZ1920153642CRMO调质,则内齿轮用40CRMO22LIMMN6378HL调质材料,接触强度符合要求。弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算,按行星齿轮传动式669、670计算齿根应力,其大小和传动的外啮合一样,即CA,2N3F2MX48F由强度条件可得AFP2LIM63河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第27页42CRMO调质材料,所以传动中22LIMMN3660FBC的内齿轮弯曲强度符合要求。32低速级计算321配齿计算通常取行星轮数目,过多会使载荷均衡困难,过少又发挥不了行3WN星齿轮传动的优点,由于距可能达到的传动比极限值较远,所以可10BAHI不检验邻接条件。各轮齿数按公式进行配齿计算,计算根据并适当调整,CNZIWABBAHI使C等于整数,再求出,应尽可能取质数,并使。适当调ACNZWA/整,使C为整数。8249BAHI则56382493AWABHZNZI解得173A157563AWBZC6223BC这些符合的NGW整数无公约数,及整数,且整数,WCABWWANCZNZZ配齿要求。由,查机械设计手册3图1723可知16753CABZJ适用的预计啮合角为20TCBTA,虽然,但为避免根切,改善齿轮副磨损情况以及提1MIN3ZZA河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第28页高其承载能力,故采用高变位。由于实际的,所以取太阳轮正变位,4BAHI行星轮和内齿轮负变位。高度变位时,啮合角,总变位系数,根据20W021X齿数比U查齿轮传动设计手册图27确定,。40AX4BC322初步计算齿轮的主要参数中心轮A和行星轮C均采用20CRMNTI调质、渗碳淬火,齿面硬度5862HRC,据行星齿轮传动图612和图627,取,中心轮A和行星轮C的加工精2LIM2LIMN340和N140FH度6级;内齿轮B采用42CRMO,调质硬度217259HB,据图取,加工精度7级。2LI2LI678F按弯曲强度的初算公式,计算齿轮的模数为M3LI2112FDAPAMZYKTK现已知,,小齿轮名义转矩,代入已知17ZLIN40F12IT条件得3682T5取算式系数;1MK查行星齿轮传动表64、66,取综合系数,使用系数81FK;251A取接触强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数,则计算弯曲强度2HP的行星轮载荷分布不均匀系数151FPK3由齿轮传动设计手册图278查得齿形系数,行星齿轮9721FAY河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第29页传动表66查得齿宽系数,则齿轮模数为60DM2534017978254312M取齿轮模数63323啮合参数计算在两个啮合齿轮副中,其标准中心距为BCA、AM25671221ACZMCBB由此可见,两个齿轮副的标准中心距都相等。因此,该行星轮传动能满足非变位的同心条件。324几何尺寸计算按高变位齿轮传动的计算公式进行其几何尺寸的计算。分度圆直径M1027633AAZMD4CC9533BBZ齿顶高M486013MXHAA3CCXZXHHBBBAAB323157640152M3齿根高河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第30页M15640213MXCHAAF95CFC3XBAFB齿高M5134833FAAH96FCC33FBAB齿顶圆直径M814210233AAHD2096CC933ABAB齿根圆直径M8915210233FAFAHD234FCCF69633FBFB325装配条件的验算对于所设计的上述行星齿轮传动应满足如下的装配条件邻接条件按行星齿轮传动公式37验算其邻接条件,即WACACNDSI23将已知的、和的值代入上式,则得1ACW54360SI25409即满足邻接条件。同心条件按行星齿轮传动表31验算该行星齿轮传动的同心河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第31页条件,即COSBAZZ各齿轮副的啮合角为和,且,20ACBC17AZ5BZ,代入上式,即得67CZ39820COS6715S则满足同心条件。安装条件按行星齿轮传动公式320验算其安装条件,即得(整数)56317WBANZ所以,满足其安装条件。326传动效率的计算查机械设计手册图1716得该行星传动的效率,可见,497XAB该行星传动的传动效率较高,可以满足工作方式的使用要求。327齿轮强度验算(1)传动CA强度计算所用公式同定轴线齿轮传动,但确定和所用的圆周速度VKZ用相对于行星架的圆周速度。60132INDVAX10498SM51则动载系数093AXVZVK河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第32页102速度系数查行星齿轮传动图618VZ970VZ其他参数确定查行星齿轮传动表67得使用系数;351AK齿向载荷分布系数、HKF弯曲强度计算时B1接触强度计算时HHK式中、齿轮相对于行星架的圆周速度及大齿轮齿面硬度FXV对、的影响系数,按行星齿轮传动图67选取2HBKH420F36H齿宽和行星轮数目对、的影响系数。对于圆柱直齿BFKH传动,如果行星架刚性好,行星轮对称布置或者行星轮采用调位轴承,则使太阳轮和行星轮的轴线偏斜可以忽略不计,值可由行星齿轮B传动图68查取,得164。B则2714061FK3H齿间载荷分布系数、FKH先求端面重合度TANTTANT21221ZZ式中河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第33页31COSARAD819702632COSARAD2409762则20TAN6T720TAN3T17542616因为是直齿轮传动,故总重合度所以,032164506HFK节点区域系数Z查齿轮传动设计手册图273得5HZ弹性系数EZMN8193026121、和ZNTZX计算接触强度的重合度系数8930643Z计算接触强度的螺旋角系数1COS河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第34页计算接触强度的寿命系数1NTZ计算接触强度的尺寸系数X最小安全系数和MINHSINF取,1IN4I润滑剂系数、粗糙度系数、速度系数LZRZVZ取920VR齿面工作硬化系数WZ取1WZ传动接触强度验算CA计算齿面接触应力,由行星齿轮传动式651、652、653得HZZKKUBDFEHPVATH11189301520312351942506743MN9857按式654许用接触应力XWRVLNTHPZZSMINL校核齿面接触应力的强度条件P则2LIM14063201908571H计算结果,接触强度通过。用20CRMNTI调质后渗碳淬火,安全可靠。CA传动弯曲强度计算C根据行星齿轮传动式669、670得齿根应力为河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第35页YKKBMFSAFPFVANT式中齿形系数,由行星齿轮传动图622查得FAY297,22612FAY应力修正系数,由行星齿轮传动图624查得SA,174512SA计算弯曲强度的重合度系数Y719065207250AN计算弯曲强度的螺旋角系数,因为是直齿轮,故取值为1Y则17905219302172351201MADTAF4625607N375N/MM292F考虑到行星轮轮齿受力可能出现不均匀性,齿根最大应力2MAXMN9513751F由强度条件可得MAXPAXINAFFSTY河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第36页即2MINAXLIMMN065792415STFFY由表查得,20CRMNTI调质、渗碳淬火,故传2LI3FCA动改用材质后,弯曲强度验算也通过。(2)传动BC根据传动的来确定传动的接触应力,因为传动AHBCHCB为内啮合齿轮传动,故,所以25671CZU943125HCB70872MN由,可得HCBPMINLIMHXWRVLNTHCBSZZ1920138442CRMO调质,则内齿轮用40CR调质22LIMMN4378HL材料,接触强度符合要求。弯曲强度的验算只对内齿轮进行验算,按行星齿轮传动式669、670计算齿根应力,其大小和传动的外啮合一样,即CA,2N375F2MX951F由强度条件可得AFP河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第37页2LIMN06579F42CRMO调质材料,所以传动2LIMN79065BC中的内齿轮弯曲强度符合要求。4轴的设计计算41高速轴设计计算411计算作用在齿轮上的力转矩MN17865390595011WNPT轴上小齿轮分度圆直径M761D2圆周力N470168521DTFT22T径向力170TAN47TAN1RFN59262TR412初步估算轴的直径选取40GRNI作为轴的材料,调质处理,由机械设计手册表1911查得材料力学性能数据为AMP90B735SA14河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第38页A1MP260B8由机械设计手册表1931公式,计算轴的最小直径NPAD3并加大4以考虑键槽的影响。查机械设计手册表1932,取,则154579MM9800413MIND413轴的结构设计1、确定轴的结构方案左侧太阳轮从轴的左端装入,齿轮右侧靠轴肩定位,左侧浮动。右侧太阳轮从轴的左端装入,齿轮左侧靠轴肩定位,右侧采用轴肩定位。齿轮和套筒联轴器采用普通平键得到周向固定。轴的结构如图411所示。2、确定各轴段直径和长度段根据圆整并考虑悬臂支撑因素取该段直径,长度MINDM601D为齿轮毂孔长度(取等于齿宽),即。2031L段该段直径应满足左行星轮系太阳轮定位需要,。考虑两行星架尺寸,取。6212HD2L段过渡轴肩,取,。M803D103河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第39页段为方便与电机轴联接取。根据工作要求选用套筒联M754D轴器,许用转矩2600N/M,套筒长度,2532DL。M104L414绘制轴的弯矩图和扭矩图1、求支反力H水平面N6325147021TTHFRV垂直面921RV2、求最小轴径齿宽中心处弯矩H水平面1038THFRM247625MN19V垂直面12038RVFR7420N5合成弯矩2VHM25804193MN6扭矩T1785T河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第40页河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第41页河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第42页415按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩,取折合系数,则22ATMCA60A21785601593MN4由式得轴的计算应力为ABACACACMPPDW8074601590133故安全。42低速轴设计计算421计算作用在齿轮上的力转矩MN54310178622IT轴上小齿轮分度圆直径21D圆周力064912DFT径向力N3872TANTANR422初步估算轴的直径选取40CRNI作为轴的材料,调质处理,由机械设计手册表1911查得材料力学性能数据为AMP90B735SA41P260ABM81河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第43页由机械设计手册表1931公式,计算轴的最小直径NPAD3并加大4以考虑键槽的影响。查机械设计手册表1932,取,则15M760439815043MIND423轴的结构设计1、确定轴的结构方案太阳轮从轴的左端装入,齿轮右侧靠轴肩定位,左侧浮动。最右端用于联接上一级行星轮系转臂。齿轮和转臂均采用普通平键得到周向固定。轴的结构如图421所示。2、确定各轴段直径和长度段根据圆整并考虑悬臂支撑取该段直径,MINDM901D。M61L段该段为过渡轴肩,故取轴肩高度,孔倒角取32CHC(GB6403486),取。310212D10L段为方便轴的加工制造,故取,。M913D83L424绘制轴的弯矩图和扭矩图1、求支反力H水平面N10649THFR河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第44页V垂直面N38761RVFR2、求最小轴径齿宽中心处弯矩H水平面45HM6109MN8V垂直面456VR387N1合成弯矩2VHM2176454859MN60扭矩T5431T河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第45页河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第46页425按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩,取折合系数,则22ATMCA60A25431604859MN6由式得轴的计算应力为A1A331MP80P67904850BCACACDW故安全。43行星轮轴的设计计算431计算作用在齿轮上的力1、第一组行星轮转矩MN17865T轴上小齿轮分度圆直径201D圆周力7821DFT径向力N6502TANTANR2、第二组行星轮转矩MN17865T轴上小齿轮分度圆直径128D圆周力7921DFT径向力N106TANTAN1R3、第三组行星轮转矩M54312T河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第47页轴上小齿轮分度圆直径M4021D圆周力N75321DTFT径向力98320TANTANR432初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料,调质处理,由机械设计手册表1911查得材料力学性能数据为ABMP6503SA127P5ABM601初选各轴轴径为第一组行星轮M45IND第二组行星轮0IN第三组行星轮45MIND433轴的结构设计1、确定轴的结构方案三根行星轮轴均为通轴,考虑轴承及转臂宽度及固定,确定轴的结构如图431所示。河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第48页图4312、确定各轴段直径和长度根据圆整取三根行星轮轴的直径和长度分别为,MINDM451D,。14L402M162L453D03L434绘制轴的弯矩图和扭矩图第一组1、求支反力H水平面N589371351821THFRV垂直面260121RV2、求最小轴径齿宽中心处弯矩H水平面37HRM589MN0V垂直面37VR25N10合成弯矩2VHM河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第49页2210539MN57扭矩T186河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第50页按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩,取折合系数,则22ATMCA60A2178650359MN128由式得轴的计算应力为河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第51页ABACACACMPDMWP6038124509113故安全。第二组1、求支反力H水平面N1396275951321THFRV垂直面508062711RV2、求最小轴径齿宽中心处弯矩H水平面HRM271396MNV垂直面27VR508N136合成弯矩2VHM13769MN40扭矩17865T河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第52页河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第53页按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩,取折合系数,则22ATMCA60A21786504MN152河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第54页由式得轴的计算应力为ABACACACMPDMWP60817405210133故安全。第三组1、求支反力H水平面N1354270121THFRV垂直面9121RV2、求最小轴径齿宽中心处弯矩H水平面4HRM135MN9V垂直面4VR51N986合成弯矩2VHM198654MN627扭矩31T河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第55页河南理工大学万方科技学院2008届本科生毕业设计第56页按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩,取折合系数,则22ATMCA60A2543
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